Конструктивные ограничения

После удовлетворения условиям прочности следует дать оценку возможности конструктивного исполнения расчетных параметров.

7.2.1. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости, диаметры окружностей шестерен быстроходных ступеней должны быть [5, c.38] равны:

- для цилиндрической передачи

d_{f 1} ³ 1,25 d _Б; (7.2)

- для конической передачи

d_{m 1} ³ 1,35 d _Б, (7.3)

где d _Б ³ КТ _Б^1/3 – (7.4)

диаметр входного конца быстроходного вала, мм;

К = 7 – для цилиндрических передач;

К = 8 – для конических передач;

Т _Б – вращающий момент на быстроходном валу, Н×м.

Диаметр промежуточного вала [5, c.42]:

d _П ³ (6…7) Т _П^1/3, (7.5)

где Т _П – момент на промежуточном валу, Н×м.

Условие прочности по диаметру окружности впадин шестерни тихоходной ступени:

d_{f 1Т} ³ d _П . (7.6)

Диаметр тихоходного вала:

d _Т ³ (5…6) Т _Т^1/3., (7.7)

где Т _Т – момент на тихоходном валу, Н×м.

7.2.2. В пределах межосевого расстояния ступени a_W (рис.7.1) должно быть обеспечено размещение в корпусе редуктора подшипников двух соседних валов с наружными диаметрами D _П1 и D _П2, а между подшипниками (как минимум, тихоходной ступени) в случае разъема корпуса по осям валов должен быть размещен болт крепления крышки и корпуса редуктора.

Величина размера S стенки (рис.7.1) между отверстиями D П и d 0 (в крышке редуктора под стержень болта) должна быть не менее 3…5 мм. Диаметр болтов крепления крыш-ки редуктора к корпусу [5, c.264]: d¢ = 1,25 Т Т^1/3 ³ 10 мм (7.8) Диаметр отверстия d 0 [5, c.266] под болт: d, мм ….. 10 12 16 20 d 0, мм … 11 14 18 22. Таким образом, условие компоновки имеет вид:

Рис.7.1. Условие компоновки ступени по aW

S = 0,5 [ a_W – d ₀ – 0,5 (D _П1 + D _П2)] ³ 3…5 мм. (7.9)

7.2.3. Проверка условия компоновки быстроходной ступени редукторов Ц2 и КЦ в пределах a_{W Т} (тихоходной ступени) заключается в обеспечении зазора с (рис.7.1) между окружностью вершин d_{a 2} (для конического колеса d_{aе 2}) колеса быстроходной ступени и диаметром тихоходного вала d_{в 2} = d _Т:

с = a_{W Т} – 0,5 (d_{a 2} (или d_{ae 2}) + d _Т) ³ 3 мм. (7.10)

8. СИЛЫ В ПЕРЕДАЧАХ

Для удобства расчетов и конструирования нормальную силу F_n, действующую по линии зацепления, раскладывают на три составляющих по осям:

а) F_t – окружную силу, линия действия которой касательна к начальным окружностям и проходит через полюс зацепления; для ведущего элемента (шестерни, червяка) направлена против его вращения, для ведомого (колеса) – в сторону вращения;

б) F_r – радиальную силу, направленную по радиусу: для внешних зубьев к центру вращения, для внутренних зубьев от центра вращения;

в) F_a – осевую силу, направленную параллельно осям зубчатой или червячной передачи.

Формулы для определения усилий в зубчатых и червячных передачах представлены в таблице 8.1, а примеры изображения сил в зацеплениях приведены на: рис.8.1 – для цилиндрической передачи; рис.8.2 – для конической передачи; рис.8.3 – для червячной передачи.

Таблица 8.1. Формулы для расчета сил в зацеплениях

Сила, Н	П е р е д а ч а
ц и л и н д р и ч е с к а я	к о н и ч е с к а я	ч е р в я ч н а я
косозубая	прямозубая	с круговым зубом	прямозубая	червяк	колесо
1. Окружная Ft	2000 T / d	2000 T / dm	2000 T 1 / d 1	2000 T 2 / d 2
2. Радиальная Fr	Ft tga t	Ft tga	Fr 1= Fa 2 = = Ft (tga n cosd1 m m sinbsind1) /cosb	Fr 1= Fa 2 = Ft tga n cosd1	Ft 2 tga	Fr 2 = Fr 1
3. Осевая Fa	Ft tgb	отсутствует	Fa 1= Fr 2 = = Ft (tga n sind1 ± ± sinbcosd1)/cosb	Fa 1= Fr 2 = Ft tga n sind1	Fa 1 = Ft 2	Fa 2 = Ft 1
4. Нормальная Fn	Ft (cosa t cosb b)	Ft / cosa	Ft / (cosa n cosb)	Ft / cosa n	Ft 2 / (cosacosg W)

Примечания:

1. Для цилиндрических передач tga _t = tga _n / cosb; sinb _b = cosa _n cosb; a _n = 20 ⁰ (при х _S = 0).

2. Для конических передач с круговыми зубьями знаки в скобках определяют так: если смотреть с вершины делительного конуса, то при совпадении вращения и наклона зубьев следует принять верхние знаки (у F_{r 1} - минус; у F_{a 1} – плюс); при отсутствии совпадения – нижние знаки. Если F_{r 1} или F_{a 1} дадут отрицательный результат, то необходимо сменить направление зуба. Угол b = b _m = 35 ⁰.

3. В червячных передачах T ₁ = T ₂ / (u h), T ₂ = T ₁ u h; a = 20 ⁰.

4. Единицы физических величин в формулах: моменты - Н×м; силы – Н; диаметры – мм.

На рис.8.4 приведен пример схемы сил на промежуточном валу цилиндрического соосного редуктора Ц2С. Для взаимокомпенсации (вычитания) осевых сил F_a и тем самым разгрузки подшипников промежуточного вала наклоны зубьев шестерни z _1Т и колеса z _2Б должны быть одинаковыми: левый – левый (как на рис.8.4), правый – правый (силы F_{a 1} и F_{a 2} изменят направление).

Рис. 8.4. Схема сил и наклоны зубьев z ₁ и z ₂ на промежуточном валу редуктора Ц2С

Однако в массовом и крупносерийном производствах оборудование цехов или участков для изготовления зубчатых колес специализировано, и нарезание зубьев колес z ₂ для всех ступеней производят с правым наклоном, а шестерен z ₁ – с левым наклоном без переналадки оборудования. В этом случае силы F_{a 1} и F_{a 2} суммируются, но такое ²техническое нарушение² в массовом производстве дает большие экономические выгоды, снижая себестоимость изделия за счет уменьшения трудоемкости изготовления.

9. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник.- 4-е изд. – М.: Машиностроение,

1989.- 496 с..

2. Зубчатые и червячные передачи. ЧI: Проектировочный расчет: Метод. указа-

ния к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроитель

ных спец. всех форм обучения.- 4-е изд. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов,

Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. – Н. Новгород, 2000.- 31 с.

3. Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник.- М.: Машиностроение, 1988.-368 с.

4. Машиностроение. Энциклопедия в 40 т. Т.IV-1: Детали машин. Конструкци-

онная прочность. Трение, износ, смазка / Под ред. Д.Н.Решетова.- М.:

Машиностроение, 1995.- 864 с.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 6-е

изд.- М.: Высш. шк., 2000.- 447 с.

6. Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев и др.- Л.:

Машиностроение, 1983.- 400 с.

Содержание

1.	Передачи со смещением…………………………………...
1.1.	Цилиндрические зубчатые передачи со смещением ……….
1.2.	Конические зубчатые передачи со смещением ……………..
1.3.	Червячные передачи со смещением …………………………
2.	Геометрические зависимости цилиндрических передач
3.	Проверочный расчет цилиндрической передачи……….
3.1.	Расчет на сопротивление контактной усталости …………...
3.2.	Расчет на сопротивление изгибной усталости ……………...
3.3	Расчет на прочность при действии кратковременной максимальной нагрузки …………………………………………..
3.4.	Расчет на предотвращение глубинного контактного разрушения …………………………………………………………..
4.	Проверочный расчет конической передачи……………..
4.1.	Расчет на сопротивление контактной усталости …………...
4.2.	Расчет на сопротивление изгибной усталости ……………...
4.3.	Расчет на прочность при максимальной нагрузке ………….
5.	Проверочный расчет червячной передачи………………
5.1.	Проверка мощности двигателя ………………………………
5.2.	Расчет на сопротивление контактной усталости …………...
5.3.	Расчет на сопротивление изгибной усталости ……………...
5.4.	Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки
5.5.	Тепловой расчет ………………………………………………
5.6.	Расчет вала червяка …………………………………………...
6.	Допускаемые напряжения………………………………….
6.1.	Допускаемое контактное напряжение при расчете на сопротивление усталости ……………………………………….
6.2.	Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление изгибной усталости …………………………………………..
6.3.	Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки ………………………………………………………….
6.4.	Допускаемые предельные глубинные напряжения ………...
7.	Анализ результатов расчета……………………………….
7.1.	Оценка прочности передач …………………………………...
7.2	Конструктивные ограничения ……………………………….
8.	Силы в передачах……………………………………………
9.	Список использованных источников…………………….

Дата добавления: 2015-08-02